(57)【要約】  予膨張や膨張機構バイパスを行なわずに流量マッチングを可能とした冷凍サイクル装置及びその冷凍サイクル装置に搭載される膨張機を提供する。  冷凍サイクル装置１００は、台板の両面に渦巻を有し、膨張機構２に吸入した冷媒の圧力をサブ圧縮機構３側に導く高圧導入孔５２ｅが前記台板に形成されている揺動スクロールを備えた膨張機１を有している。
2011083510.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
主圧縮機、高圧の冷媒を冷却する放熱器、冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機構とその膨張動力を用いて冷媒を圧縮するサブ圧縮機構を有する膨張機、低圧の冷媒を加熱する蒸発器、及び、前記サブ圧縮機構で圧縮された冷媒を更に昇圧する追加圧縮機構を備え、前記サブ圧縮機構が前記蒸発器の下流側に配置され、前記膨張機構が前記放熱器の下流側であって前記蒸発器の上流側に配置されている冷凍サイクル装置であって、
前記膨張機は、
台板の両面に渦巻を有し、前記膨張機構に吸入した冷媒の圧力を前記サブ圧縮機構側に導く高圧導入孔が前記台板に形成されている揺動スクロールと、
前記揺動スクロールに対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記膨張機構を構成する膨張側固定スクロールと、
前記揺動スクロールの前記膨張側固定スクロールとは反対側に対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記サブ圧縮機構を構成するサブ圧縮側固定スクロールと、を有している
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記揺動スクロールと前記サブ圧縮側固定スクロールとの摺動部には、偏心シールと前記偏心シールよりも軸側に配置される同心シールとが設けられており、
前記高圧導入孔は、
前記同心シールと前記偏心シールとの間に開口されている
ことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記追加圧縮機構は、
前記主圧縮機と並列に配置されている第２圧縮機である
ことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記追加圧縮機構は、
前記主圧縮機と直列に配置され、前記サブ圧縮機構で圧縮された冷媒と前記主圧縮機で圧縮された冷媒とを併せて吸入・圧縮する第２圧縮機である
ことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記追加圧縮機構は、
前記主圧縮機の圧縮機構の一部が担っている
ことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
冷媒として高圧側において超臨界状態となるものを用いている
ことを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項７】
冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機構及びその膨張動力を用いて冷媒を圧縮するサブ圧縮機構を有している膨張機であって、
台板の両面に渦巻を有し、前記膨張機構に吸入した冷媒の圧力を前記サブ圧縮機構側に導く高圧導入孔が形成されている揺動スクロールと、
前記揺動スクロールに対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記膨張機構を構成する膨張側固定スクロールと、
前記揺動スクロールの前記膨張側固定スクロールとは反対側に対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記サブ圧縮機構を構成するサブ圧縮側固定スクロールと、
前記揺動スクロールと前記サブ圧縮側固定スクロールとの摺動部に設けられた偏心シールと、
前記偏心シールよりも軸側に配置され、前記揺動スクロールと前記サブ圧縮側固定スクロールとの摺動部に設けられた同心シールと、を有し、
前記高圧導入孔は、
前記同心シールと前記偏心シールとの間に開口されている
ことを特徴とする膨張機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷媒の膨張時に発生する膨張動力を回収し、その膨張動力を用いて冷媒の圧縮に利用するようにした冷凍サイクル装置及びそれに搭載される膨張機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
冷凍・空調用に用いられる冷凍サイクルにおいて、容積型の流体機械で冷媒の減圧過程を行なって膨張動力を回収し、回収された動力を容積型の流体機械で行なわれる冷媒の圧縮過程に用いる場合、いわゆる“密度比一定の制約”という冷媒の体積流量のマッチングを考慮しなければならない。このような容積型の流体機械では、膨張機構の冷媒吸入容積と、膨張機構からの回収動力を受けて連繋する圧縮機構の冷媒吸入容積と、の比が固定であるため、双方を通過する冷媒の流量が同じ場合には、両機構入口での冷媒比容積の比が吸入容積の比と一致する必要がある。【０００３】
膨張／圧縮入口の冷媒比容積の比と吸入容積比との一致を条件として膨張機を設計し、実運転時の条件変化に対して設計点からのずれ分をマッチングさせるために、（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）＞（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）の場合には所定の流量だけ膨張機構をバイパスさせ、（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）＜（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）の場合には膨張入口前で所定の圧力だけ減圧・予膨張させるようにした冷凍サイクル装置が開示されている（たとえば、特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００４−１５０７５０号公報（第５、６頁、第３図等）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１に記載されているような冷凍サイクル装置においては、密度比一定の制約から外れる運転条件でマッチングを取るようにしている。そのため、膨張機（膨張機６）と並列に制御弁（制御弁７）を備えたバイパス回路が設けられており、Ｃ．Ｏ．Ｐ．最大となる最適高圧を決定することで決まるバイパス量比に基づいて制御弁の開度を調整するようになっている。【０００６】
しかしながら、特許文献１に記載されているような冷凍サイクル装置では、（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）＜（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）の場合に流量マッチングを取るために行なう予膨張が、液相あるいは液相側の超臨界域で行なわれることが多く、減圧幅の割に比容積変化が小さい。そのため、高低圧差のほとんどを予膨張してしまう、若しくは、回収動力が得られなくなるまで予膨張してしまうことになり、マッチングが取れないという可能性もあった。【０００７】
また、特許文献１に記載されているような冷凍サイクル装置では、Ｃ．Ｏ．Ｐ．が最大となるようにバイパス量を決定するとはいえ、バイパスする冷媒流量については絞り装置（制御弁７）で等エンタルピ膨張させている。そのため、その分のエネルギは回収できず、バイパスしない場合に較べると膨張エネルギをロスしてしまうことになる。【０００８】
本発明は、上述のような問題を解決するためになされたもので、予膨張や膨張機構バイパスを行なわずに流量マッチングを可能とした冷凍サイクル装置及びその冷凍サイクル装置に搭載される膨張機を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係る冷凍サイクル装置は、主圧縮機、高圧の冷媒を冷却する放熱器、冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機構とその膨張動力を用いて冷媒を圧縮するサブ圧縮機構を有する膨張機、低圧の冷媒を加熱する蒸発器、及び、前記サブ圧縮機構で圧縮された冷媒を更に昇圧する追加圧縮機構を備え、前記サブ圧縮機構が前記蒸発器の下流側に配置され、前記膨張機構が前記放熱器の下流側であって前記蒸発器の上流側に配置されている冷凍サイクル装置であって、前記膨張機は、台板の両面に渦巻を有し、前記膨張機構に吸入した冷媒の圧力を前記サブ圧縮機構側に導く高圧導入孔が前記台板に形成されている揺動スクロールと、前記揺動スクロールに対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記膨張機構を構成する膨張側固定スクロールと、前記揺動スクロールの前記膨張側固定スクロールとは反対側に対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記サブ圧縮機構を構成するサブ圧縮側固定スクロールと、を有していることを特徴とする。【００１０】
本発明に係る膨張機は、冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機構及びその膨張動力を用いて冷媒を圧縮するサブ圧縮機構を有している膨張機であって、台板の両面に渦巻を有し、前記膨張機構に吸入した冷媒の圧力を前記サブ圧縮機構側に導く高圧導入孔が形成されている揺動スクロールと、前記揺動スクロールに対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記膨張機構を構成する膨張側固定スクロールと、前記揺動スクロールの前記膨張側固定スクロールとは反対側に対向して配置され、前記揺動スクロールとともに前記サブ圧縮機構を構成するサブ圧縮側固定スクロールと、前記揺動スクロールと前記サブ圧縮側固定スクロールとの摺動部に設けられた偏心シールと、前記偏心シールよりも軸側に配置され、前記揺動スクロールと前記サブ圧縮側固定スクロールとの摺動部に設けられた同心シールと、を有し、前記高圧導入孔は、前記同心シールと前記偏心シールとの間に開口されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、予膨張や膨張機構バイパスを行なわずに流量マッチングが可能となり、バイパス／予膨張で流量マッチングする場合よりも効率の高い、または予膨張では流量マッチングできなかった条件でも流量マッチングが可能となり、運転範囲の広いものとなる。【００１２】
本発明に係る膨張機によれば、高圧導入孔を形成することによって揺動スクロール中央部の台板を経由した熱リークを低減することができ、膨張前圧力をサブ圧縮渦巻側に導入することにより揺動スクロールに作用する軸方向ガス荷重のバランスを改善でき、動作安定性が良好となる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。
【図２】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の動作状況を示すモリエル線図である。
【図３】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に搭載される膨張機の概略断面構成を示す縦断面図である。
【図４】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に搭載される膨張機の揺動スクロールをサブ圧縮渦巻側から見た状態を示す平面図である。
【図５】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に搭載される膨張機の揺動スクロールを膨張渦巻側から見た状態を示す平面図である。
【図６】本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に搭載される膨張機の揺動スクロールに作用するスラストの状況を模式的に示す部分断面図である。
【図７】冷凍サイクル装置の代表的な４つの運転条件を示す表である。
【図８】従来の冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。
【図９】従来方式によって流量マッチングした場合のサイクル計算結果を示す表である。
【図１０】実施の形態１に係る冷凍サイクル装置において分流で流量マッチングした場合のサイクル計算結果を示す表である。
【図１１】本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。
【図１２】本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。図１に基づいて、冷凍サイクル装置１００の回路構成及び動作について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。
【００１５】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、冷媒を循環させる冷凍サイクルを備えた装置、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器等として利用される。冷凍サイクル装置１００は、主圧縮機５と、放熱器１１と、予膨張弁１４と、膨張機１と、蒸発器１２と、第２圧縮機２３と、逆止弁８１と、を有している。主圧縮機５と、放熱器１１と、予膨張弁１４と、膨張機１の膨張機構２と、蒸発器１２と、が直列に接続され、膨張機１のサブ圧縮機構３と、逆止弁８１と、第２圧縮機２３と、が直列に接続されている。
【００１６】
すなわち、冷凍サイクル装置１００においては、主圧縮機５の主圧縮機構７と、膨張機１のサブ圧縮機構３とは、蒸発器１２出口側において並列配置されている。また、膨張機１のサブ圧縮機構３の吐出側は、第２圧縮機２３の第２圧縮機構２５の吸入側に逆止弁８１を介して接続されている。第２圧縮機２３の第２圧縮機構２５の吐出側と、主圧縮機５の主圧縮機構７の吐出側とは、放熱器１１の入口前で接続されている。放熱器１１の出口側は、予膨張弁１４を経て膨張機１の膨張機構２の入口側に接続されている。膨張機１の膨張機構２の出口側は、蒸発器１２の入口側に接続されている。
【００１７】
主圧縮機５は、モータ６及びモータ６によって駆動される主圧縮機構７を有し、蒸発器１２から流出した冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものである。この主圧縮機５は、たとえば容量制御可能なインバータ圧縮機などで構成するとよい。放熱器１１は、使用される冷媒に応じて凝縮器又はガスクーラとして機能し、図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうものである。予膨張弁１４は、冷媒を減圧して膨張させるものであり、開度が可変に制御可能なもの、たとえば電子式膨張弁等で構成するとよい。蒸発器１２は、図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうものである。
【００１８】
膨張機１は、スクロール型の膨張機構２及びサブ圧縮機構３を一体としたものであり、膨張機構２で冷媒の膨張時に発生する膨張動力を回収し、サブ圧縮機構３で回収した膨張動力を用いて冷媒を圧縮する機能を有しているものである。第２圧縮機２３は、モータ２４及びモータ２４によって駆動される第２圧縮機構２５を有し、膨張機１のサブ圧縮機構３から吐出された冷媒を吸入し、その冷媒を高温・高圧の状態にするものである。つまり、第２圧縮機２３が追加圧縮機構としての機能を有している。逆止弁８１は、膨張機１のサブ圧縮機構３と第２圧縮機２３との間に設置され、冷媒の流れを一方にのみ許容するものである。
【００１９】
ここで、冷凍サイクル装置１００の動作について説明する。
主圧縮機５のモータ６に電気が供給されると主圧縮機構７が駆動される。主圧縮機構７では、吸引された冷媒が低圧Ｐｌから高圧Ｐｈまで昇圧し、吐出される。主圧縮機５から吐出された高温・高圧の冷媒は、放熱器１１で放熱することで冷却される。放熱器１１で冷却された冷媒は、膨張機１の膨張機構２に流入する。膨張機１では、膨張機構２に流入した冷媒が減圧するときに発生する動力を膨張機構２で回収し、回収した膨張動力によりサブ圧縮機構３が駆動される。
【００２０】
膨張機１のサブ圧縮機構３が作動することにより、冷凍サイクルを循環する冷媒は膨張機１のサブ圧縮機構３と主圧縮機５の主圧縮機構７にｗ：（１−ｗ）で分流される。このとき、膨張機構２の入口における冷媒比容積をｖｅｘｉ、サブ圧縮機構３の入口における冷媒比容積をｖｓ、膨張機構吸入容積／サブ圧縮機構吸入容積をσｖＥＣ* とすると、ｗが１／σｖＥＣ* ×（ｖｅｘｉ／ｖｓ）となるように主圧縮機５の吸入量（回転数）を調整することにより、膨張／サブ圧縮間の流量はマッチングが取れる。
【００２１】
また、分流比ｗ分の冷媒について、サブ圧縮機構３でＰｌから回収動力に見合う中間圧Ｐｍまでの圧縮を行ない、ＰｍからＰｈまでの追加圧縮をモータ２４で駆動される第２圧縮機構２５で賄うことにより、膨張／サブ圧縮間の動力も釣り合いが取れる。すなわち、膨張機１の吸入容積比σｖＥＣ* が固定で回収動力が条件に依存して決まっていることに対して、主圧縮機５との分流比で流量のマッチングを、第２圧縮機２３の追加圧縮で動力のずれを吸収してマッチングを図っていることになる。
【００２２】
なお、図１には予膨張弁１４が記載されているが、これは起動時など過渡時に膨張機構側の圧力をコントロールするためのもので、定常時は全開で流量マッチングに関わらないようになっている。
【００２３】
このときのサイクルの動作状況を、モリエル線図の上に示すと図２のようになる。図２では、縦軸が冷媒圧力Ｐを、横軸が比エンタルピｈを、それぞれ表している。図２に示す点ｂ→点ｃが、図１における放熱器１１での冷却過程を表しており、冷媒としてＣＯ2 を想定しているので圧力Ｐｈが臨界圧を超えている。
【００２４】
放熱器１１の出口から膨張弁のように動力を回収しない絞り装置で減圧すると点ｃから比エンタルピ一定で減圧して点ｄ’に至るのに対して、膨張機１のように膨張機構２で膨張動力を発生しながら減圧されると点ｃ→点ｄの過程を辿る。この減圧時の比エンタルピの差ｄ’−ｄが動力として回収されるエネルギに相当し、流量ｗ分を点ａ→点ｅのサブ圧縮機構３で圧縮する時の動力として利用される。第２圧縮機２３で行なう追加圧縮は点ｅ→点ｂ、主圧縮機５での圧縮は点ａ→点ｂで表される。
【００２５】
このとき、（エンタルピ差ｈａ−ｈｄ）×（流量１）相当分が冷凍能力で、（エンタルピ差ｈｅ−ｈａ）×（流量１−ｗ）＋（エンタルピ差ｈｂ−ｈｅ）×（流量１）相当分の電気入力が主圧縮機５のモータ６及び第２圧縮機２３のモータ２４で消費されるので、この比率が所謂サイクルＣ．Ｏ．Ｐ．となる。動力回収を行なわないときのサイクル点ａ→点ｂ→点ｃ→点ｄ’→点ａと較べると、入力の（エンタルピ差ｈｅ−ｈａ）×（流量ｗ）分と冷凍能力の（エンタルピ差ｈｄ’−ｈｄ）×（流量１）分がＣ．Ｏ．Ｐ．向上に寄与していることになる。
【００２６】
また前述の如く、分流比ｗは膨張機１の吸入容積比σｖＥＣ* に応じて決まり、膨張機構２側とサブ圧縮機構３側のエンタルピ差の比（ｈｃ−ｈｄ）／（ｈｅ−ｈａ）は、ｗと等しくなるので、ＰｍのレベルもσｖＥＣ* に依存する。膨張機１は、同一容器内に膨張機構２側とサブ圧縮機構３側の冷媒が流入し、ガス圧に起因する動力のやり取りをすることから、膨張機構２／サブ圧縮機構３間の荷重、伝熱に配慮して点ｅに相当するサブ圧縮吐出の圧力、温度をσｖＥＣ* の設定により調整することが、可能となる。
【００２７】
図３は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００に搭載される膨張機１の概略断面構成を示す縦断面図である。図３に基づいて、膨張機１の構成について説明する。上述したように、膨張機１は、スクロール型の膨張機構２及びサブ圧縮機構３を一体としたものであり、冷媒の膨張時に発生する膨張動力を膨張機構２で回収し、回収した膨張動力を用いて冷媒をサブ圧縮機構３で圧縮する機能を有している。膨張機構２及びサブ圧縮機構３は、圧力容器である密閉容器４内部に収容されている。図３に示すように、密閉容器４の下方に膨張機構２が、膨張機構２の上方にサブ圧縮機構３が、それぞれ配置されている。
【００２８】
密閉容器４の底部には、冷凍機油等の潤滑油９が貯留されている。密閉容器４には、膨張機構２に冷媒を吸入させる膨張吸入管１５と、膨張機構２で膨張した冷媒を吐出させる膨張吐出管１６と、サブ圧縮機構３に冷媒を吸入させるサブ圧縮吸入管１９と、サブ圧縮機構３で圧縮した冷媒を吐出させるサブ圧縮吐出管２０と、が連接されている。膨張吸入管１５、サブ圧縮吐出管２０及び膨張吐出管１６は、密閉容器４の側面から内部に連通するように設けられている。サブ圧縮吸入管１９は、密閉容器４の上面から内部に連通するように設けられている。
【００２９】
膨張機構２は、膨張吸入管１５から吸入した冷媒を減圧して膨張させ、その冷媒を膨張吐出管１６から吐出するものである。この膨張機構２は、台板上に膨張側渦巻５１ａが形成された膨張側固定スクロール５１と、台板上に膨張側渦巻５２ａが形成された揺動スクロール５２と、を有している。図３に示すように、膨張側固定スクロール５１が下側に、揺動スクロール５２が上側に配置されている。膨張側渦巻５１ａは、膨張側固定スクロール５１の台板の一方の面に渦巻状突起として立設されている。また、膨張側渦巻５２ａは、揺動スクロール５２の台板の一方の面に渦巻状突起として立設されている。
【００３０】
そして、膨張側固定スクロール５１の膨張側渦巻５１ａと、揺動スクロール５２の膨張側渦巻５２ａとは、互いに咬合ようにして配置されている。膨張側渦巻５１ａと膨張側渦巻５２ａとが相対的に揺動運動することによって容積が変化する膨張室５１ｄが形成される。なお、膨張側固定スクロール５１側の揺動スクロール５２端面には、軸７８を囲繞して偏心シール７２ｂが設けられている。
【００３１】
サブ圧縮機構３は、サブ圧縮吸入管１９から吸入した冷媒を圧縮して、サブ圧縮吐出管２０から吐出するものである。このサブ圧縮機構３は、台板上にサブ圧縮側渦巻６１ａが形成されたサブ圧縮側固定スクロール６１と、台板上にサブ圧縮側渦巻６２ａが形成された揺動スクロール５２と、を有している。図３に示すように、サブ圧縮側固定スクロール６１が上側に、揺動スクロール５２が下側に配置されている。サブ圧縮側渦巻６１ａは、サブ圧縮側固定スクロール６１の台板の一方の面に渦巻状突起として立設されている。また、サブ圧縮側渦巻６２ａは、揺動スクロール５２の台板の一方の面に渦巻状突起として立設されている。
【００３２】
そして、サブ圧縮側固定スクロール６１のサブ圧縮側渦巻６１ａと、揺動スクロール５２のサブ圧縮側渦巻６２ａとは、互いに咬合ようにして配置されている。サブ圧縮側渦巻６１ａとサブ圧縮側渦巻６２ａとが相対的に揺動運動することによって容積が変化するサブ圧縮室６１ｄが形成される。なお、サブ圧縮側固定スクロール６１と膨張側固定スクロール５１の外周部には、潤滑油９を密閉容器４の底部に戻すための返油孔３１が軸方向に貫通形成されている。また、サブ圧縮側固定スクロール６１側の揺動スクロール５２端面には、軸７８を囲繞して偏心シール７２ａ及び同心シール７３が設けられている。さらに、サブ圧縮側固定スクロール６１の冷媒吐出部分には吐出弁３２が設けられている。この吐出弁３２は、開閉することでサブ圧縮室６１ｄとサブ圧縮吐出管２０とを連通・遮断するようになっている。
【００３３】
膨張側固定スクロール５１、揺動スクロール５２、サブ圧縮側固定スクロール６１の略中心部には貫通穴が形成されており、これらの貫通穴に軸７８が嵌入されるようになっている。膨張機構２の揺動スクロール５２とサブ圧縮機構３の揺動スクロール５２とは、台板を共用した形で一体的に構成されており、高圧導入孔５２ｅが軸方向に貫通形成されている。高圧導入孔５２ｅは、膨張室５１ｄと、偏心シール７２ａと同心シール７３との間の空間と、を連通している。
【００３４】
軸７８は、膨張側固定スクロール５１及びサブ圧縮側固定スクロール６１のそれぞれの中央部に形成された下軸受５１ｂ及び上軸受６１ｂによって、回転自在に両持ち支持されている。揺動スクロール５２は、膨張側渦巻５２ａ、サブ圧縮側渦巻６１ａそれぞれの中央部に形成されている肉厚部内に設けた揺動軸受５２ｂが、軸７８に形成されたクランク部７８ａによって貫通支持され、軸７８の回転動作に伴って揺動運動できるようになっている。
【００３５】
軸７８の下端には、潤滑油９を汲み上げる油ポンプ７６が装着されている。また、軸７８内には、油ポンプ７６で汲み上げられた潤滑油９を導通させる図示省略の給油孔が空けられている。油ポンプ７６で汲み上げられた潤滑油９は、軸７８内に形成されている給油孔を通って、下軸受５１ｂ及び上軸受６１ｂに供給されるようになっている。また、各軸受で使用された潤滑油９は、返油孔３１を介して密閉容器４の底部に戻るようになっている。なお、揺動スクロール５２の外周側には、揺動スクロール５２が揺動運転可能なように所定の大きさで揺動スクロール運動空間が形成されている。
【００３６】
揺動スクロール５２の外周側であって膨張側固定スクロール５１側には、オルダム溝５２ｄが形成されており、このオルダム溝５２ｄに揺動スクロール５２の自転運動を規制し、公転運動を可能とするためのオルダムリング７７が配置されている。また、軸７８の上端側にはバランサ７９ａが、下端側にはバランサ７９ｂがそれぞれ設けられている。バランサ７９ａ及びバランサ７９ｂは、揺動スクロール５２が揺動運動することによって発生する遠心力を相殺するためのものであり、材質及び大きさ、形状等を特に限定するものではない。
【００３７】
すなわち、図３に示すように、膨張機１は、膨張側渦巻５２ａとサブ圧縮側渦巻６２ａとが台板の両面に背面合わせに形成された揺動スクロール５２が、それぞれ膨張側固定スクロール５１とサブ圧縮側固定スクロール６１と組み合わされて、膨張機構２とサブ圧縮機構３を構成している。
【００３８】
したがって、膨張機１では、膨張吸入管１５から流入した高圧の冷媒が膨張機構２内で膨張するときの動力で、揺動スクロール５２は、オルダムリング７７と軸７８で規正されて揺動運動し、サブ圧縮機構３がサブ圧縮吸入管１９から吸入ポート（別位相断面のため図示せず）を経て吸入された低圧の冷媒を昇圧する。そして、中間圧まで昇圧された冷媒は、吐出ポート（別断面）から吐出弁３２を押し開けて、サブ圧縮吐出管２０へと吐出される。膨張後の冷媒は、膨張吐出管１６（別断面）から排出される。
【００３９】
膨張機１のように膨張側渦巻５２ａとサブ圧縮側渦巻６２ａとが背面合わせで一体化した両面スクロール機構の膨張機を用いるとき、揺動スクロールの台板を挟んで膨張側とサブ圧縮側の冷媒が近接して通過することになる。そのため、膨張側とサブ圧縮側との温度差が大きすぎると揺動スクロールの台板を経由した熱リークが無視できないレベルとなる可能性がある。特に、サブ圧縮側から膨張側への熱リークは、サイクル効率が低下する方向へ作用するので、できる限り回避することが望ましい。
【００４０】
図２に示したモリエル線図上で、膨張過程は点ｃ→点ｄ、サブ圧縮過程は点ａ→点ｅとなるので、膨張側渦巻中央部には点ｃ、膨張側渦巻外周部には点ｄ、サブ圧縮側渦巻外周部には点ａ、サブ圧縮側渦巻中央部には点ｅ、の状態の冷媒が接していることになる。つまり、台板中央部で点ｅと点ｃの状態の冷媒が、台板外周部で点ａと点ｄの冷媒が、各々背面合わせで隣接していることになる。このうち点ｃ、点ｄ、点ａについては運転条件から決まっているが、前述の如くＰｍのレベルは膨張／サブ圧縮の吸入容積比σｖＥＣ* に依存するので、点ｅについては膨張機１の設計時にσｖＥＣ* の選び方によって分流比ｗを変えて状態量の調整が可能である。
【００４１】
また、揺動スクロールの両面で高圧Ｐｈ〜低圧Ｐｌの膨張過程と低圧Ｐｌ〜中間圧Ｐｍのサブ圧縮過程が進行するため、揺動スクロールに作用する軸方向のガス荷重（スラスト）は等しくならず、中間圧Ｐｍに依存してスラスト差が過大になると、渦巻先押付による摺動損失の増大や運転安定性の低下を引き起こすことになってしまう。したがって、吸入容積比σｖＥＣ* は、熱リークとスラストの両方を考慮して選択しなければならないが、所定の条件で台板中央部での点ｅ〜点ｃ間の温度差が、内部熱リークによるサイクル効率低下が許容できるレベルとなるように膨張機１の吸入容積比を選択するとＰｍは概ね（Ｐｈ＋Ｐｌ）／２以下となる。
【００４２】
この状況では、渦巻形状・寸法にもよるが、スラスト差によりサブ圧縮側の渦巻先に過大な押付が生じるのを避けられないので、そのままでは運転できない。しかしながら、膨張吸入側の高圧をサブ圧縮側の中央部に導くことにより、サブ圧縮側に作用するスラストを増し、膨張側からのスラストにバランスさせることが可能である。そこで、膨張機１では、揺動スクロールを軸方向に貫通する高圧導入孔５２ｅを設けることにより、膨張入口側の膨張前高圧をサブ圧縮側中央部端面の同心シール７３と偏心シール７２ａとの間の部分に作用させるようにしている。
【００４３】
図４は、揺動スクロールをサブ圧縮渦巻側から見た状態を示す平面図である。図５は、揺動スクロールを膨張渦巻側から見た状態を示す平面図である。図４及び図５に基づいて、膨張機１の特徴を更に詳しく説明する。揺動スクロールには、中央部に軸７８が貫通するための揺動軸受５２ｂが形成されており、揺動軸受５２ｂの周囲は膨張側、サブ圧縮側共にいわゆる球根形状（インボリュート巻始め点の間を円弧で接続したような形状）が形成されている。
【００４４】
膨張機１の揺動スクロールは、低圧Ｐｌ〜中間圧Ｐｍ間で動作するサブ圧縮側渦巻６２ａに較べて、低圧Ｐｌ〜高圧Ｐｈ間で動作する膨張側渦巻５２ａを寸法的に小さくすることで、膨張側から作用するスラストの受圧面積を抑えるようになっている。また、膨張機１の膨張側の外周部にはオルダムリング７７のキー部が嵌め合わされるオルダム溝５２ｄが形成されており、図３に示すように揺動スクロール台板の膨張側外周部でオルダムリング７７が膨張側固定スクロール５１との間で姿勢規正を行なうようになっている。
【００４５】
図５に示す膨張側渦巻５２ａの揺動軸受５２ｂ外側の球根形状部端面には、容器内雰囲気の低圧に通じている揺動軸受５２ｂと膨張前高圧の中央部とを偏心シール７２ｂが隔てており、膨張室５１ｄが形成される最内周部分に膨張吸入直後の圧力をサブ圧縮側に導くように高圧導入孔５２ｅが形成されている。図４に示すサブ圧縮側の高圧導入孔５２ｅは、球根形状部端面の同心シール７３と偏心シール７２ａの間に開口しており、低圧の揺動軸受部との間を同心シール７３が、中間圧のサブ圧縮中央部との間を偏心シール７２ａが隔てることにより、偏心シール７２ａ内側、同心シール７３外側の部分に高圧が作用するようになっている。
【００４６】
図６は、揺動スクロールに作用するスラストの状況を模式的に示す部分断面図である。図６に基づいて、膨張機１の揺動スクロールに作用するスラストについて詳しく説明する。なお、図６に示す矢印が揺動スクロールの両面にそれぞれ作用しているスラスト荷重を表している。
【００４７】
図６において、膨張側の偏心シール７２ｂから外側の渦巻部分には高圧Ｐｈ〜低圧Ｐｌが作用し、サブ圧縮側の偏心シール７２ａから外側の渦巻部分には中間圧Ｐｍ〜低圧Ｐｌが作用する。さらに、偏心シール７２ａの内側、同心シール７３の外側の部分に高圧導入孔５２ｅで膨張側から導かれた高圧Ｐｈが作用することにより、トータルで膨張側とサブ圧縮側のスラストが概ね釣り合うようになっている。このとき、膨張側とサブ圧縮側の間に連通路（高圧導入孔５２ｅ）を設けることは、膨張側中央部とサブ圧縮側中央部の温度差が大きい場合には熱リークを増大させるが、吸入容積比の選択により温度差を抑制していれば問題ない。
【００４８】
また、膨張前の高圧をサブ圧縮側渦巻の球根形状部端面に導く高圧導入孔５２ｅは、図３の断面図のように揺動スクロールを貫通する細孔として表されているが、膨張機構に吸入される前のたとえば膨張吸入管１５以前の管路から、たとえばサブ圧縮側固定スクロール６１内を経由してサブ圧縮側渦巻中央球根形状部端面に導くようにしても機能的には変わらない。この場合、サブ圧縮側固定スクロール中央部歯底面に開口する高圧導入孔５２ｅは、相手側の揺動スクロールの同心シール７３の外側で揺動スクロールが揺動運動しても常に偏心シール７２ａの内側となるような位置に開口しなければならないことは言うまでもない。
【００４９】
図７は、冷凍サイクル装置の代表的な４つの運転条件を示す表である。図８は、従来の冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００’と称する）の冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。図９は、従来方式によって流量マッチングした場合のサイクル計算結果を示す表である。図７〜図９に基づいて、冷凍サイクル装置１００’における代表的な４つの運転条件について説明する。図８に示す冷凍サイクル装置１００’は、予膨張（膨張弁１３’）／膨張機構バイパス（バイパス管４０’）で流量マッチングを行なう冷凍サイクルを備えたものである。
【００５０】
冷凍サイクル装置１００’は、第２圧縮機２３を設けていない点、及び、膨張弁１３’及びバイパス管４０’を設けている点で、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と相違している。図７に示す４つの条件について、図８に示す冷凍サイクル装置１００’で流量マッチングをする場合、バイパス比ｘと膨張入口前で予膨張させる減圧幅の全高低圧差に対する比率である予膨張率ｙとが、ともに０となるような（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）、すなわち運転条件によって決まる（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）はσｖＥＣのようになる。また、（膨張入口冷媒比容積／膨張出口冷媒比容積）はσｖＥのようになる。このときのサイクルＣ．Ｏ．Ｐ．は、Ｃ．Ｏ．Ｐ．ｔｈとなる。
【００５１】
運転条件側のσｖＥは、膨張機構２’の膨張容積比（膨張開始容積／膨張完了容積）＝σｖＥ* に対応するが、σｖＥ* が通常は膨張機設計に固有で変えられないので、σｖＥ* とσｖＥの乖離が大きくなると、不足膨張や過膨張による回収動力の目減りが著しくなる。
【００５２】
ある条件に対して、（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）と等しくなるような（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）＝σｖＥＣ* と、（膨張入口冷媒比容積／膨張出口冷媒比容積）と等しくなるような（膨張開始容積／膨張完了容積）＝σｖＥ* と、を設定し、残りの３条件に対して予膨張率ｙとバイパス比ｘとで流量マッチングしたサイクルの計算結果を図９に示している。
【００５３】
図９では、（膨張入口冷媒比容積／圧縮入口冷媒比容積）がσｖＥＣ、（膨張入口冷媒比容積／膨張出口冷媒比容積）がσｖＥの条件に対して、膨張容積比＝（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）がσｖＥＣ* 、（膨張開始容積／膨張完了容積）がσｖＥ* である膨張機１’を用いるとき、流量マッチングに必要な予膨張率ｙ、バイパス比ｘ、サブ圧縮出口圧力である中間圧Ｐｍ及びそのときのＣ．Ｏ．Ｐ．の図７で示すＣ．Ｏ．Ｐ．ｔｈに対する比を示している。
【００５４】
σｖＥＣ* ＝σｖＥＣの場合にはバイパスも予膨張も必要がない。σｖＥＣ* ＜σｖＥＣのときはバイパス、σｖＥＣ* ＞σｖＥＣのときは予膨張を行なって流量をマッチングさせることになるが、σｖＥＣ* がσｖＥＣよりも大きすぎると、最大限予膨張してもマッチングが取れない、或いはマッチングが取れてもＣ．Ｏ．Ｐ．比が１００％を下回って膨張動力回収による性能改善効果が得られない、という事態が生じる。暖房条件にσｖＥＣ* を合わせたときの冷房定格条件がこれに当たり、暖房に合わせて設計された膨張機１’を冷房定格条件で使用するのであれば、この方式が向いていないことが容易に理解できる。
【００５５】
これに対して、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００における分流比ｗで流量マッチングを行なうような場合のサイクル計算結果は図１０に示すようになる。ここでは、σｖＥＣ* ＝０．５に固定したとき、マッチングに必要なｗ、ｗに依存する中間圧Ｐｍ、およびその時のＣ．Ｏ．Ｐ．比を示している。流量マッチングに付随する動力回収ロスがないため、σｖＥが膨張容積比σｖＥ* と一致しないとき、特に暖房条件に合わせた設計での冷房運転、冷房条件にあわせた設計での暖房運転のときには、不足膨張或いは過膨張の影響がＣ．Ｏ．Ｐ．比に現れて低下しているが、図９に示したようにＣ．Ｏ．Ｐ．比が１００％を下回るようなことはないということがわかる。
【００５６】
冷凍サイクル装置１００’の動作状況は、図２のモリエル線図を流用できる。サブ圧縮機構３’で点ａ→点ｅのサブ圧縮後、主圧縮機５’で点ｅ→点ｂの圧縮を行ない、放熱器１１’にて点ｂ→点ｃの冷却後の冷媒は、膨張機構２’において点ｃ→点ｄの等エントロピ膨張過程を辿る。しかしながら、流量マッチングの必要に応じて、流量ｘ分がバイパスして膨張弁１３’で減圧されることにより点ｃ→点ｄ’の等エンタルピ膨張過程を辿り、膨張機構２’を通過する流量が１−ｘとなる、或いは点ｃから予膨張弁１４で予膨張率ｙ分だけ点ｄ’に向かって等エンタルピ膨張した後、膨張機構２’にて等エントロピ膨張することになる。
【００５７】
このため回収動力は、バイパスの場合はエンタルピ差ｄ’−ｄの流量１−ｘ分、予膨張の場合は圧力Ｐｌ＋（Ｐｈ−Ｐｌ）・（１−ｙ）〜Ｐｌの等エントロピ膨張によるエンタルピ差分、となり、何れの場合もバイパス或いは予膨張せずに全量等エントロピ膨張する場合に較べると目減りする。流量マッチングに伴う回収動力減少が殆どなく、サブ圧縮機構３’で分流比ｗ分だけ昇圧する冷凍サイクル装置１００と比較して、冷凍サイクル装置１００’では流量マッチングに伴うロス分だけ少ない回収動力で全流量を昇圧するので、Ｐｍのレベルは図２よりも低くなり、図９と図１０の表中のＰｍの値もそのようになっている。
【００５８】
従来のマッチング方法では、膨張機構バイパス或いは予膨張することにより膨張／サブ圧縮入口における体積流量の比を膨張／サブ圧縮の吸入容積の比に合わせる、すなわち体積流量の調整を主に膨張過程側で行なうために回収動力が減少し、その分主圧縮機での昇圧仕事が増大することになっていた。これに対して、冷凍サイクル装置１００のマッチング方法は、低圧Ｐｌから中間圧Ｐｍまでの圧縮過程を膨張機１のサブ圧縮機構３で行なうか、動力源により駆動される主圧縮機構７で行なうかの比率である分流比ｗ、すなわち圧縮過程側で体積流量の調整を行なうようになっている。このことが冷凍サイクル装置１００’によるマッチング方法と冷凍サイクル装置１００の分流によるマッチング方法のＣ．Ｏ．Ｐ．の差異の要因となっている。
【００５９】
以上のように、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００によれば、全流量に対するサブ圧縮機構３に吸入される流量の比ｗが、（膨張入口冷媒比容積／サブ圧縮入口冷媒比容積）／（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）となるように主圧縮機側に吸入される流量を調整することにより流量のマッチングが可能となり、バイパス／予膨張で流量マッチングする場合よりも効率の高い、または予膨張では流量マッチングできなかった条件でも流量マッチングが可能となり、運転範囲の広いものとなる。
【００６０】
また、冷凍サイクル装置１００に用いられる膨張機１によれば、（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）比を調整することによりサブ圧縮吐出側と膨張入口側の温度差を抑制して、揺動スクロール中央部の台板を経由した熱リークを低減することができ、膨張前圧力をサブ圧縮渦巻側に導入することにより揺動スクロールに作用する軸方向ガス荷重のバランスを改善でき、動作安定性が良好となる。よって、この膨張機１を搭載した冷凍サイクル装置１００は、上記効果に加えて内部熱リークによるサイクル効率低下が小さいものとなる。
【００６１】
図２ではＣＯ2 冷媒を想定したモリエル線図を例に説明したが、冷凍サイクル装置１００にはＣＯ2 以外の冷媒も使用することができる。冷凍サイクル装置１００に使用可能な冷媒について説明する。冷凍サイクル装置１００に使用できる冷媒には、非共沸混合冷媒や擬似共沸混合冷媒、単一冷媒等がある。非共沸混合冷媒には、ＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）冷媒であるＲ４０７Ｃ（Ｒ３２／Ｒ１２５／Ｒ１３４ａ）等がある。擬似共沸混合冷媒には、ＨＦＣ冷媒であるＲ４１０Ａ（Ｒ３２／Ｒ１２５）やＲ４０４Ａ（Ｒ１２５／Ｒ１４３ａ／Ｒ１３４ａ）等がある。
【００６２】
また、単一冷媒には、ＨＣＦＣ（ハイドロクロロフルオロカーボン）冷媒であるＲ２２やＨＦＣ冷媒であるＲ１３４ａ等がある。そのほか、自然冷媒であるプロパンや、イソブタン、アンモニア等を使用することもできる。さらに、超臨界状態となる冷媒としては、たとえば二酸化炭素とエーテル（たとえば、ジメチルエーテルやハイドロフルオロエーテル等）との混合冷媒等がある。したがって、冷凍サイクル装置１００の用途や目的に応じた冷媒を使用するとよい。
【００６３】
実施の形態２.
図１１は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａの冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。図１１に基づいて、冷凍サイクル装置１００ａの特徴点について説明する。なお、実施の形態２では、実施の形態１と同一部分には同一符号を付し、実施の形態１との相違点を中心に説明するものとする。また、冷凍サイクル装置１００ａも実施の形態１で説明した種々の冷媒を使用することができる。
【００６４】
実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａも、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００のように、冷媒を循環させる冷凍サイクルを備えた装置、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器等として利用される。冷凍サイクル装置１００ａも、主圧縮機５と、放熱器１１と、予膨張弁１４と、膨張機１と、蒸発器１２と、第２圧縮機２３と、逆止弁８１と、を有している。ただし、各要素機器の接続状態が、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と相違している。
【００６５】
冷凍サイクル装置１００ａでは、蒸発器１２出口でサブ圧縮機構３に冷媒流量ｗ、主圧縮機５に冷媒流量１−ｗで分流するが、第２圧縮機２３がサブ圧縮機構３の吐出分だけを追加圧縮するのではなく、主圧縮機５の吐出分も併せて吸入し、中間圧から高圧まで昇圧するようになっている。つまり、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００では主圧縮機５と第２圧縮機２３とが並列配置されているが、冷凍サイクル装置１００ａでは主圧縮機５と第２圧縮機２３とが直列配置され、サブ圧縮機構３からの吐出冷媒を逆止弁８１を介して主圧縮機５と第２圧縮機２３との間に導くようにしている。
【００６６】
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第２圧縮機２３は、サブ圧縮後の冷媒だけを追加圧縮するので行程容積の小さいものを用いることができる。それに対し、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａの第２圧縮機２３は、サブ圧縮後の冷媒だけを追加圧縮するのではなく、主圧縮機５で圧縮された後の冷媒も圧縮するので比較的行程容積の大きなものを用いることができる。
【００６７】
たとえば、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の各圧縮機（主圧縮機５、第２圧縮機２３）の設計点での回転数を何れも５０［ｒｐｓ］程度とした場合の行程容積は、主圧縮機５が約２９．２［ｃｃ／ｒｅｖ］に対して、第２圧縮機２３が約５．９［ｃｃ／ｒｅｖ］程度となる。それに対し、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａの各圧縮機（主圧縮機５、第２圧縮機２３）の設計点での回転数を何れも５０［ｒｐｓ］程度とした場合の行程容積は、主圧縮機５が約２９．２［ｃｃ／ｒｅｖ］に対して、第２圧縮機２３が約２６．９［ｃｃ／ｒｅｖ］程度となる。
【００６８】
容積型の圧縮機を用いる場合、一般的に行程容積の小さな圧縮機ほど効率維持が難しい。そのため、冷凍サイクル装置１００ａでは、行程容積の比較的大きな圧縮機を第２圧縮機２３に利用することができるので、サイクル全体の効率が向上することになる。
【００６９】
以上のように、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａによれば、全流量に対するサブ圧縮機構３に吸入される流量の比ｗが、（膨張入口冷媒比容積／サブ圧縮入口冷媒比容積）／（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）となるように主圧縮機側に吸入される流量を調整することにより流量のマッチングが可能となり、バイパス／予膨張で流量マッチングする場合よりも効率の高い、または予膨張では流量マッチングできなかった条件でも流量マッチングが可能となり、運転範囲の広いものとなる。また、行程容積の比較的大きな圧縮機を第２圧縮機２３として利用することができるので、サイクル全体の効率が更に向上することになる。
【００７０】
また、冷凍サイクル装置１００ａに用いられる膨張機１によれば、（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）比を調整することによりサブ圧縮吐出側と膨張入口側の温度差を抑制して、揺動スクロール中央部の台板を経由した熱リークを低減することができ、膨張前圧力をサブ圧縮渦巻側に導入することにより揺動スクロールに作用する軸方向ガス荷重のバランスを改善でき、動作安定性が良好となる。よって、この膨張機１を搭載した冷凍サイクル装置１００ａは、上記効果に加えて内部熱リークによるサイクル効率低下が小さいものとなる。
【００７１】
実施の形態３．
図１２は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１００ｂの冷媒回路構成を模式的に表す回路構成図である。図１２に基づいて、冷凍サイクル装置１００ｂの特徴点について説明する。なお、実施の形態３では、実施の形態１及び実施の形態２と同一部分には同一符号を付し、実施の形態１及び実施の形態２との相違点を中心に説明するものとする。また、冷凍サイクル装置１００ｂも実施の形態１で説明した種々の冷媒を使用することができる。
【００７２】
実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１００ｂも、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００のように、冷媒を循環させる冷凍サイクルを備えた装置、たとえば冷蔵庫や冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器等として利用される。冷凍サイクル装置１００ｂは、主圧縮機５と、放熱器１１と、予膨張弁１４と、膨張機１と、蒸発器１２と、逆止弁８１と、を有している。つまり、第２圧縮機を設けていない点で、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００ａと相違している。
【００７３】
冷凍サイクル装置１００ｂでは、蒸発器１２出口でサブ圧縮機構３に冷媒流量ｗ、主圧縮機５に冷媒流量１−ｗで分流するが、低圧で分流したサブ圧縮機構３で圧縮後の冷媒を第２圧縮機で追加圧縮するのではなく、主圧縮機５の圧縮途中の圧縮室に戻すようになっている。つまり、冷凍サイクル装置１００ｂでは、冷媒の全流量についての中間圧〜高圧の昇圧を主圧縮機５内で行なうようになっている。したがって、主圧縮機５は、サブ圧縮機構３からの冷媒を圧縮室内に取り込むための経路とポート（インジェクションポート）を備えている。
【００７４】
冷凍サイクル装置１００ｂでは、主圧縮機５に中間圧に応じて、サブ圧縮機構３からの冷媒を圧縮室内に取り込むための経路とポートを備える必要があるものの、第２圧縮機を設けていないので、その分のコストを低減することが可能になる。つまり、冷凍サイクル装置１００ｂでは、主圧縮機５の一部が追加圧縮機構の役割を担っているのである。
【００７５】
以上のように、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１００ｂによれば、全流量に対するサブ圧縮機構３に吸入される流量の比ｗが、（膨張入口冷媒比容積／サブ圧縮入口冷媒比容積）／（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）となるように主圧縮機側に吸入される流量を調整することにより流量のマッチングが可能となり、バイパス／予膨張で流量マッチングする場合よりも効率の高い、または予膨張では流量マッチングできなかった条件でも流量マッチングが可能となり、運転範囲の広いものとなる。また、第２圧縮機を設けなくて済むので、その分に要していたコストの低減を図ることが可能になる。
【００７６】
また、冷凍サイクル装置１００ｂに用いられる膨張機１によれば、（膨張吸入容積／サブ圧縮吸入容積）比を調整することによりサブ圧縮吐出側と膨張入口側の温度差を抑制して、揺動スクロール中央部の台板を経由した熱リークを低減することができ、膨張前圧力をサブ圧縮渦巻側に導入することにより揺動スクロールに作用する軸方向ガス荷重のバランスを改善でき、動作安定性が良好となる。よって、この膨張機１を搭載した冷凍サイクル装置１００ａは、上記効果に加えて内部熱リークによるサイクル効率低下が小さいものとなる。
【符号の説明】
【００７７】
１  膨張機、１’  膨張機、２  膨張機構、２’  膨張機構、３  サブ圧縮機構、３’  サブ圧縮機構、４  密閉容器、５  主圧縮機、５’  主圧縮機、６  モータ、６’  モータ、７  主圧縮機構、７’  主圧縮機構、９  潤滑油、１１  放熱器、１１’  放熱器、１２  蒸発器、１２’  蒸発器、１３’  膨張弁、１４  予膨張弁、１４’  予膨張弁、１５  膨張吸入管、１６  膨張吐出管、１９  サブ圧縮吸入管、２０  サブ圧縮吐出管、２３  第２圧縮機、２４  モータ、２５  第２圧縮機構、３１  返油孔、３２  吐出弁、４０’  バイパス管、５１  膨張側固定スクロール、５１ａ  膨張側渦巻、５１ｂ  下軸受、５１ｄ  膨張室、５２  揺動スクロール、５２ａ  膨張側渦巻、５２ｂ  揺動軸受、５２ｄ  オルダム溝、５２ｅ  高圧導入孔、６１  サブ圧縮側固定スクロール、６１ａ  サブ圧縮側渦巻、６１ｂ  上軸受、６１ｄ  サブ圧縮室、６２ａ  サブ圧縮側渦巻、７２ａ  偏心シール、７２ｂ  偏心シール、７３  同心シール、７６  油ポンプ、７７  オルダムリング、７８  軸、７８ａ  クランク部、７９ａ  バランサ、７９ｂ  バランサ、８１  逆止弁、８１’  逆止弁、１００  冷凍サイクル装置、１００’  冷凍サイクル装置、１００ａ  冷凍サイクル装置、１００ｂ  冷凍サイクル装置。
【図１】
2011083510.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【国際調査報告】
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2011083510.tif 000016
2011083510.tif 000017
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